滚动轴承的fr怎么算

❶ 如何求滚动轴承的径向载荷和轴向载荷

当量动负荷：
P=Fr 当Fa/Fr小于等于e 时
P=XFr＋YFa 当Fa/Fr大于e 时
系数e、X和Y取决于f0Fa/C0的关系，其中f0为计算系数（轴承供应商提供的产品表里有），Fa为轴向负荷,C0为额定静负荷。

❷ 滚动轴承两个齿轮怎么求

滚动轴承25题（当量动载荷、寿命计算等）1．有一轴由一对角接触球轴承支承，如图所示。已知：齿轮的分度圆直径=200mm，作用在齿轮上的载荷为=1890N, =700N, =360N.轴承的内部轴向力S与径向载荷的关系式为：S=0.4。求两轴承所承受的轴向载荷。题1图解：受力分析如图示。题1答图、方向如图示所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。2．如图所示，某轴用一对30307圆锥滚子轴承，轴承上所受的径向负荷R1=2500N，R2=5000N，作用在轴上的向外负荷Fa1=400N,Fa2=2400N。轴在常温下工作，载荷平稳fP=1。试计算轴承当量动负载大小，并判断哪个轴承寿命短些？（注：30307轴承的Y=1.6,e=0.37,S=R/(2Y);当A/R>e时，X=0.4,Y=1.6；当A/R<=e时，X=1,Y=0）题2图解：受力分析如图示。题2答图所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。所以因为<所以轴承2寿命短些3．某齿轮轴由一对30212/P6X轴承支承，其径向载荷分别为=5200N, =3800N，方向如图所示。取载荷系数fp=1.2。试计算：两轴承的当量动负荷P1、P2:1） 当该对轴承的预期寿命Lh=18000h时，齿轮轴所允许的最大工作转速Nmax=?附30212/P6X轴承的有关参数如下：Cr=59250N,e=0.35,X=0.4,Y=1.7,S=Fr/(2Y)题3图解：受力分析如图示。题3答图（1）、方向如图示所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。所以（2）4. 某轴两端各有一个30307轴承支撑，受力情况如图所示。已知： =2500N, =1000N,载荷系数=1.1，试求：1） 两轴承的当量载荷,；2） 判别哪个轴承的寿命较短，为什么？注：1）30307轴承， =39800N, =35200N,附加轴向力；
2）

0.32
1 0 0.4 1.9
题4图解：受力分析如图示。题4答图（1）=1700N=800N=447N， =211N、方向如图示。+=447+1000=1447>所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。==447N， =+=1447N/==0.263</=>所以： ==1870N==3376N（2）因为>所以轴承2寿命短。5．如图所示：减速器一根轴用两个型号30310圆锥滚子轴承支承，作用于轴承的径向载荷=8000N， =2000N；齿轮上的轴向力=2000N， =1000N；工作速度=350r/min。减速器在常温下工作，有中等冲击，试计算轴承的寿命。（已知条件： =1， =1.5， =2， =122000N， =0.35， =0.4， =1.7，）题5图解：受力分析如图示。题5答图==2353N==588N、方向如图示。=23531000+2000=3353N＞所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。==2353N＝=3353N/==0.294</=>所以： ==12000N==9750N===216585h6．如图所示：一对7306AC型角接触球轴承。已知： =3000N， =1000N， =500N， =1200r/min,载荷平稳，常温下工作，球轴承的寿命。提示：7036AC轴承：=25.2kN, =0.7R, =0.68，/>时， =0.41， =0.87/时， =1， =0题6图解：受力分析如图示。题6答图=0.7=0.73000=2100N=0.7=0.71000=700N、方向如图示。+=500+700=1200<所以轴承1“放松”，轴承2“压紧”。==2100N==2100500=1600N==0.7>=>所以==0.413000+0.872100=3057N==0.411000+0.871600=1802N
所以===7780h7．有一轴用30208轴承支承，受力和尺寸如图示，轴转速n=960r/min，轴承额定动负荷=44400N，Y=1.6, =0.37,S=,当/时，P=，当/>时。P=，求危险轴承的寿命。注：为箭头指向并垂直纸面， =1.2题7图解：受力分析如图示。题7答图、方向如图示。所以轴承1“放松”，轴承2被“压紧”。，所以所以==133434h8．根据工作条件，决定在某传动轴上安装一对角接触向心球轴承(如图所示)，已知两个轴承受到的径向载荷分别为和，外加轴向力。（1） 若内部轴向力S=0.7，试计算两个轴承实际受到的轴向载荷和。（2） 已知=0.65，当/时，X=1,Y=0;当/>时，X=0.84,试计算两轴承的当量动载荷和。编者注：此题未给载荷系数题解当=1计算。题8图解：（1）受力分析如图示。题8答图、方向如图示。所以轴承2“放松”，轴承1“压紧”。(2) 所以=0.421650+0.841430=1894=0.423500+0.842430=35119．圆锥齿轮减速器主动轴由一对圆锥滚子轴承支撑，布置如图。已知齿轮平均分度圆直径d=56mm，所受圆周力，径向力，轴向力，求两轴承所受轴向载荷、。（内部轴向力时，X=0.4,Y=1.6）题9图解：受力分析如图示。题9答图=、方向如图所示。所以轴承1被“压紧”，轴承2“放松”。10． 图示为一对角接触球轴承支承结构，轴承面对面正安装，轴上作用的径向外载荷，轴向外载荷，轴承的派生轴向力是，当时，,，，轴承的额定动载荷，载荷系数，工作转速，正常工作温度。试：(1)计算1、2轴承的径向载荷；
(2)计算l、2轴承的轴向载荷；(3)计算l、2轴承的当量动载荷；(4)计算寿命较短的轴承寿命。题10图解：受力分析如图所示。题10答图（1）（2）、方向如图示。所以轴承1被“压紧”，轴承2“放松”。，（3） （4）11． 已知某机器上的一根轴，原系采用型轴承，其受力如图，在检修时发现该轴承已破坏。需要更换，但库存己无该型号轴承，只有型轴承，试问：若要求轴承的预期寿命小时，能否用代替型轴承？(13分)附：轴的转速
轴承型号 额定动载荷 额定静载荷 派生轴向力 载荷系数

7310AC 58015（N） 47825（N） 0.68R 0.68 1.2 1 0 0.41 0.87
题11图解：受力如图示。题11答图、方向如图示。所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。所以所以可以替换。12．图示为一对轴承。轴承1、2的径向反力分别为，，轴向力(方向如图示)。载荷系数，常温工作。试计算轴承1、2的当量动载荷。 （由手册知：，时，，)题12图解：受力如图示。题12答图、方向如图示。所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。，所以13．图示一轴两端各用一个30204轴承支持，受径向载荷为1000N，轴向载荷为300N，轴转速1000r/min。已知30204轴承额定动负荷C=15.8KN。fp =1.2,S=Fr/3.4，求：（15分）（1） 二点支反力；（2） 两轴承的当量动载荷；（3） 轴承寿命。
e A/R≤e A/R>e
0.38 X Y X Y
1 0 0.4 1.7
题13图解：(1)受力如图示。题13答图R1==253NR2=1000—R1 =1000—253=747N（2）S1 ===74NS2 = = =220NS1 、S2 方向如图示。S1 +300=374> S2所以轴承2 被“压紧”，轴承1被“放松”。A1= St =74N，A2= S1 +300=374NA1/R1==0.29< e
==0.29< e==0.5>e所以P1 = fp×R1 =1.2 ×253=303.6NP1 =fp×（X2R2+ Y2A2）+1.2×(0.4×747+1.7×374)=1122N（3）Ln=×()t =×()=112390h 14．一对70000型轴承，按A、B两种方案进行安装（如图），已知径向载荷P=3000N，轴向载荷FA=500N，轴承内部轴向力S-0.4F，试通过计算找出轴承1、2、3、4中所受轴向力最大的轴承（15分）题14图解：受力如图示。题14答图R1= R3===1667NR2= R4==1333NS1= S3=0.4 R1=666.8NS1、 S3方向如图示。S2= S4= 0.4 R2=533.2NS2 、S4方向如图示。图（a）中：S2 + Fa =532.2+500=1032.2> S1 所以轴承1被“压紧”，轴承2“放松”。A1= S2 + Fa=1033.2NA2= S2=533.2N图（b）中：S2 + Fa = 666.8+500 =1166.8N > S1所以轴承4被“压紧”，轴承2“放松”。A1= S2 =666.8 N，A2= S2 + Fa =1166.8 N所以轴承4 承受的轴向力A1最大。R2v= Fr—R1v=800N15．某传动零件支承结构的尺寸如图所示，已知传动件的手里Fr=2000N，Ft=1500N，Fa=800N，传动零件的分度圆直径d=200mm，传动件相对轴承对称布置，L=400mm，轴承为7208AC，派生轴向力S=0.7R，n=1450r/min，e=0.71，C=25800N，fr=1.5，当A/B>e时，X=0.41，Y=0.87，试计算：（1） 轴承的径向载荷R1、R2；（2） 轴承的轴向载荷A1、A2；（3） 轴承的当量动载荷P1、P2；（4） 轴承寿命Lh。题15图解：受力如图示。题15答图
（1）R1v= ==1200NR1H+ R2H ==750NR1===1415NR2===1097N（2）S1=0.7R1=991NS2=0.7R2=768NS1、S2方向如图示。S2+ Fa =768+800=1568N> S1所以轴承1被“压紧”，轴承2“放松”。A1=S2+ Fa=1568NA2=S2=768N（3）= >e = <e所以P1= fp×（XR1— YA）=1.5 × (0.41× 1415 + 0.87 × 1568)= 2916NP2= fp×R2=1.5× 1097=1646N（4）题中未给出温度系数fr ，按 fr = 1计算。Lh=×()t =×()3 = 7961h16．图示为某转轴由一对30307E型号的圆锥滚子轴承支承。轴承的转速n=960r/min,轴承所受的径向负荷：R1=8000N，R2=5000N，轴上作用的轴向负荷F1=1000N，温度系数f1=1,载荷系数f2=1.2，试求：（13分）（1） 两轴承所受的轴向负荷A1与A2；（2） 两轴承的寿命为多少？注：1）按手册查得：轴承的径向基本额定动负荷=71200N，轴向负荷影响系数e=0.3；2）轴承内部轴向力计算公式为3）当时，X=1，Y=0；当时，X=0.4，Y=1.9；4）轴承寿命计算公式为（其中P为当量动负荷）题16图解：受力如图示。题16答图（1）、方向如图示。所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。（2）所以N17．如图所示某轴由一对角接触轴承支承，轴承承受下列径向载荷：， 。轴上传来的轴向力为：轴承接触角，附加轴向力。轴承在常温下工作，载荷系数，试求轴承Ⅰ、Ⅱ的当量动载荷。（10分）

e X Y X Y
0.68 1 0 0.41 0.87
题17图解：受力如图示。题17答图、方向如图所示。所以轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。，因为所以
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滚动轴承计算题
滚动轴承25题（当量动载荷、寿命计算等）
1．有一轴由一对角接触球轴承支承，如图所示。已知：齿轮的分度圆直径=200mm，作用在齿轮上的载荷为=1890N, =700N, =360N.轴承的内部轴向力S与径向载荷的关系式为：S=0.4。求两轴承所承受的轴向载荷。
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题1图
解：受力分析如图示。
题1答图

❸ 请问圆锥滚子轴承的当量动载荷如何计算

需要图示才能明白你的意思。
对当量动载荷 Pr=XFr+YFa
当Fa/Fr<1.5tana时，X=1, Y=0
当Fa/Fr>1.5tana时，X=0.4，Y=0.4cosa
a是圆锥滚子的压力角

❹ 如何求滚动轴承的径向载荷和轴向载荷

当量动负荷：
P=Fr
当Fa/Fr小于等于e
时
P=XFr＋YFa
当Fa/Fr大于e
时
系数e、X和Y取决于f0Fa/C0的关系，其中f0为计算系数（轴承供应商提供的产品表里有），Fa为轴向负荷,C0为额定静负荷。
f0Fa/C0
e
X
Y
0.172
0.19
0.56
2.30
0.345
0.22
0.56
1.99
.
.
.
.
.
.
.
.
不少你具体算我再给你吧.
当量静负荷:
P0=0.6Fr+0.5Fa
如果P0小于Fr,应使用P0=Fr
以上都是深沟球的.
顺便问一下你是哪个城市的?

❺ 轴承寿命怎么计算

通常，
滚动轴承
寿命计算步骤是：
1．
根据主机的技术参数和支承部位结构，初选轴承的类型和尺寸，计算作用于轴承上的负荷；
2．
计算当量动负荷；
3．
根据轴承额定寿命公式计算轴承的寿命；
4．
验算额定静负荷和极限转速。
滚动轴承额定寿命系指一批轴承中90%的轴承在疲劳剥落前能达到或超过的运转数（以106转计）或在一定转速下的工作小时数。
对于球轴承的
基本额定寿命
：
L10=(Cr/Pr)3
（百万转）
在实际计算中，一般用工作小时数表示轴承的寿命(小时)，为：
Lh=(Cr/Pr)3/(60n)*106（小时）
其中Cr：为径向基本额定动负荷（KN），指一套滚动轴承假想能承受的恒定径向载荷，在这一载荷作用下的基本额定寿命为一百万转。
Pr：为径向当量动负荷（KN），指轴承实际所受的各种外加负荷的径向当量变负荷。
对于滚子轴承的基本额定寿命：
L10=(Cr/Pr)10/3
（百万转）
用工作小时数表示轴承的寿命(小时)：为：
Lh=(Cr/Pr)10/3/(60n)*106（小时）
额定寿命计算方法是根据普通
轴承钢
和一般工作条件确定的，寿命可靠性为90%。考虑到材料和使用条件的影响以及高可靠性的要求，
国际标准化组织
对额定寿命公式进行了修正，加入了可靠性系数、材料系数和使用条件系数。
目前，国外先进的球轴承实际使用寿命已是计算寿命的十倍以上，可靠性95%以上，我厂生产的球轴承的使用寿命水平能达到国内的先进水平。

❻ 滚动轴承常见的承负荷计算

滚动轴承是常用的轴承类型，在一般情况下，滚动轴承分为额定动负荷与额定静负荷。额定寿命为100万转时所能承受的载荷为额定动负荷C。承受载荷最大的滚动体与滚道接触处的塑性变形量之和达到万分之一滚动体直径时，所能承受的负荷为额定静负荷C0。相对来说，滚动轴承负荷能力要优势于滑动轴承负荷能力。那滚动轴承负荷怎样计算呢？都有那些计算方法？

滚动轴承负荷的计算方法：

1、确定主机传动系统作为外负荷的在圆周方向、径向和轴向的分力；

2、将这些分力整列为平行于轴线方向和垂直于轴线方向的两种力，即轴向力和向心力；

3、根据轴的支点平衡条件，求出各支点的支承反作用力，即轴承所受的外负荷；

4、根据支承所受向心力和轴向力的大小和比例，确定出适合于承受这种外力的轴承类型；

5、将这些外力按一定的规律，折算成施加于轴承的当量动负荷，以供进行轴承疲劳寿命计算的需要；

6、有时要将这些外力按另一种规律，折算成施加于轴承的当量静负荷，借以校核轴承是否发生永久变形。

❼ 轴承型号计算公式怎么算的

轴承型号无法计算。

轴承型号一般有前置代号，基本代号和后置代号组成。

一般情况下，轴承型号只用基本型号表示。基本型号一般包含三部分，类型代号，尺寸代号和内径代号。

1、基本代号用来表明轴承的内径、直径系列、宽度系列和类型。

2、后置代号是用字母和数字等表示轴承的结构、公差及材料的特殊要求等。

3、前置代号用来表示轴承的分部件，用字母表示。

轴承型号的含义：

1、第一个数字或第一个字母或字母组合表示轴承类型。

2、后面两位数字确定ISO尺寸系列;第一位数字代表宽度或高度系列(分别是尺寸B、T或H)，第二位数代表直径系列(尺寸D) 。

3、基本型号的最后两位数字是轴承的尺寸代号;乘以5就能得出以毫米为单位的内径。

(7)滚动轴承的fr怎么算扩展阅读

轴承国标有以下两点：

1、振动加速度国家标准（俗称Z标）

该标准制定比较早，以测量轴承旋转时的振动加速度值，来判定轴承的质量等级，分为Z1、Z2、Z3由低到高三个质量等级。目前国内轴承制造厂家仍然在使用，以振动加速度值来衡量轴承的优劣，仅仅简单地反映了轴承的疲劳寿命。

2、振动速度标准（俗称V标）

由于原振动加速度标准还没有废除，所以该标准是以机械工业部颁标准出现的，是参考欧洲标准结合我国实际情况和需要制定的，以检测轴承振动速度来划分轴承的质量等级（等同于国家标准）。分为V、V1、V2、V3、V4五个质量等级。

各种球轴承质量等级从低到高为V、V1、V2、V3、V4 ；辊子轴承（圆柱、圆锥）质量等级从低到高为V、V1、V2、V3四个质量等级。

❽ 轴承的计算公式

(一)滚动进口轴承疲劳寿命的校核计算一、基本额定寿命和基本额定动载荷
所谓NSK轴承寿命，对于单个滚动轴承来说，是指其中一个套圈或滚动体材料首次出现疲劳点蚀之前，一套圈相对于另一套圈所能运转的转数。
由于对同一批轴承(结构、尺寸、材料、热处理以及加工等完全相同)，在完全相同的工作条件下进行寿命实验，滚动轴承的疲劳寿命是相当离散的，所以只能用基本额定寿命作为选择轴承的标准。
基本额定寿命：是指一批相同的NTN轴承，在相同条件下运转，其中90%的轴承在发生疲劳点蚀以前能运转的总转数(以转为单位)或在一定转速下所能运转的总工作小时数。
基本额定动载荷C：当轴承的基本额定寿命为转时，轴承所能承受的载荷值。基本额定动载荷，对向心FAG轴承，指的是纯径向载荷，并称为径向基本额定动载荷，用表示；对推力轴承，指的是纯轴向载荷，并称为轴向基本额定动载荷，用表示；对角接触球轴承或圆锥滚子轴承，指的是使套圈间只产生纯径向位移的载荷的径向分量。
不同型号的轴承有不同的基本额定动载荷值，它表征了不同型号轴承承载能力的大小。二、滚动轴承疲劳寿命计算的基本公式 图9-7nachi轴承的载荷-寿命曲线图9-7是轴承的载荷-寿命曲线，它表示了载荷P与基本额定寿命之间的关系。此曲线用公式表示为：
(转) (9-1)
式中：P 为当量动载荷(N)；
ε 为寿命指数，对于球轴承 ε ＝3；对于滚子轴承 ε ＝10/3。实际计算时，常用小时数表示轴承寿命为：
(h)(9-2)
式中：n为代表INA轴承的转速(r/min)。
温度的变化通常会对轴承元件材料产生影响，轴承硬度将要降低，承载能力下降。所以需引入温度系数 ft (见表9-5)，对寿命计算公式进行修正：
(转)(9-3)
(h)(9-4)表9-5温度系数 ft轴承工作温度(℃) ≤120 125 150 175 200 225 250 300 350
温度系数ft 1.00 0.95 0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 0.6 0.5 疲劳寿命校核计算应满足的约束条件为
'
式中：' 为koyo轴承预期计算寿命，列于表9-6，可供参考。
如果当量动载荷P和转速n已知，预期计算寿命' 也已被选定，则可从公式(9-5)中计算出轴承应具有的基本额定动载荷' 值，从而可根据' 值选用所需轴承的型号：
(9-5)表9-6推荐的timken轴承预期计算寿命机器类型 预期计算寿命 （h）
不经常使用的仪器或设备，如闸门开闭装置等 300～3000
短期或间断使用的机械，中断使用不致引起严重后果，如手动机械等 3000～8000
间断使用的机械，中断使用后果严重，如发动机辅助设计、流水作业线自动传送装置、长降机、车间吊车、不常使用的机床等 8000～12000
每日8小时工作的机械（利用率较高），如一般的齿轮传动、某些固定电动机等 12000～20000
每日8小时工作的机械（利用率不高），如金属切削机床、连续使用的起重机、木材加工机械、印刷机械等 20000～30000
24小时连续工作的机械，如矿山升降机、纺织机械、泵、电机等 40000～60000
24小时连续工作的机械，中断使用后果严重。如纤维生产或造纸设备、发电站主电机、矿井水泵、船舶浆轴等 100000～200000
三、滚动轴承的当量动载荷
滚动IKO轴承的基本额定动载荷对于向心轴承，是指内圈旋转、外圈静止时的径向载荷，对向心推力轴承，是使滚道半圈受载的载荷的径向分量。对于推力轴承，基本额定动载荷是中心轴向载荷。因此，必须将工作中的实际载荷换算为与基本额定动载荷条件相同的当量动载后才能进行计算。换算后的当量动载荷是一个假想的载荷，用符号表示。在当量动载荷作用下的轴承寿命与工作中的实际载荷作用下的寿命相等。在不变的径向和轴向载荷作用下，当量动载荷的计算公式是：
(9-6a)
式中：为轴承所受的径向载荷(N)，即轴承实际载荷的径向分量；
为轴承所受的轴向载荷(N)，即轴承实际载荷的轴向分量；
为径向载荷系数，将实际径向载荷转化为当量动载荷的修正系数，见表9-7；
为轴向载荷系数，将实际轴向载荷转化为当量动载荷的修正系数，见表9-7。
对于只能承受纯径向载荷的向心圆柱滚子轴承、滚针轴承、螺旋滚子轴承：
＝(9-6b)
对于只能承受纯轴向载荷的推力轴承：
＝(9-6c)
根据轴承的实际工作情况，还需引入载荷系数(表9-8)对其进行修正，修正后的当量动载荷应按下面的公式进行计算：
＝(＋)(9-7a)
＝ (9-7b)
＝ (9-7c)表9-8载荷系数 f p 载荷性质 f p 举例
无冲击或轻微冲击 1.0～1.2 电机、汽轮机、通风机、水泵等
中等冲击或中等惯性力 1.2～1.8 车辆、动力机械、起重机、造纸机、冶金机械、选矿机、卷扬机、机床等
强大冲击 1.8～3.0 破碎机、轧钢机、钻探机、振动筛等 在表9-7中，e为轴向载荷影响系数或称判别系数：
当时，表示轴向载荷的影响较大，计算当量动载荷时必须考虑的作用，此时：
＝(＋)
当时，表示轴向载荷的影响较小，计算当量动载荷时可忽略，此时：
＝注意：
1、在式9-7中，是轴承所受的径向载荷，通常为轴承水平面径向支反力与垂直面径向支反力的矢量和；
2、对于深沟球轴承，其轴向载荷由外界作用在轴上的轴向力决定，所指向的轴承，其所承受的轴向力为外界作用在轴上的轴向力(＝)，另一轴承所承受的轴向力为零；对于角接触球轴承和圆锥滚子轴承，其轴向力由外界的总轴向作用力与各轴承因径向载荷产生的派生轴向力S之间的平衡条件得出。
四、角接触球轴承与圆锥滚子轴承的轴向载荷的计算。
角接触球轴承和圆锥滚子轴承承受纯径向载荷时，要产生派生的轴向力，图9-7所示为两种不同安装方式时，由纯径向载荷产生派生轴向力的情况。其中：
a)为正装(或称为"面对面"安装，这种安装方式可以使支点中心靠近)(图9-8a)；
b)为反装(或称"背靠背"安装，支点中心距离加长)(图9-8b)。
安装方式不同时，所产生的派生轴向力的方向也不同，但其方向总是由轴承宽度中点指向载荷中心的。 (a)正装 (b)反装图9-8角接触球轴承轴向载荷分析角接触球轴承及圆锥滚子轴承的派生轴向力的大小按表9-9计算。但计算支反力时，若两轴承支点间的距离不是很小，为简便起见，可以轴承宽度中点作为支反力的作用点，这样处理，误差不大。表9-9约有半数滚动体接触时派生轴向力S 的计算公式圆锥滚子轴承 角接触球轴承
70000C(a =15°) 70000AC(a =25°) 70000B(a =40°)
S=Fr/(2Y)① S=0.5Fr S=0.7Fr S=1.1Fr 注：① Y 是对应于表9-7中Fa/Fr>e时的Y 值。
图9-9所示为一成对安装的向心角接触轴承(可以是角接触球轴承或圆锥滚子轴承)，及分别为作用于轴上的径向外载荷及轴向外载荷。两轴承所受的径向载荷为及，相应的派生轴向力为及。 图9-9向心角接触轴承的轴向载荷取轴和轴承内圈为分离体，当轴处于平衡状态时，应满足：
+=
如果+>，如图9-10所示，则轴有右移的趋势，此时右边轴承Ⅱ被"压紧"，左边轴承Ⅰ被"放松"。但实际上轴并没有移动。因此，根据力的平衡关系，作用在轴承Ⅱ的外圈上的力应是＋'，且有：
+=＋'
故
' ＝+－ 图9-10轴向力示意图(S1+FA>S2时)作用在轴承Ⅱ上的总的轴向力为：
＝＋' ＝+(9-8a)
作用在轴承Ⅰ上的轴向力为(即轴承1只受其自身的派生轴向力)：
=(9-8b)
如果+<(见图9-11)。此时轴有左移的趋势，轴承Ⅰ被"压紧"，轴承Ⅱ被"放松"，为了保持轴的平衡，在轴承Ⅰ的外圈上必有一个平衡力' 作用，作与上述同样的分析，得作用在轴承Ⅰ及轴承Ⅱ上的轴向力分别为： 图9-11轴向力示意图(S1+FA<S2时)＝－(9-9a)
＝(9-9b)
综上可知，计算角接触球轴承和圆锥滚子轴承所受轴向力的方法可归结为：
(1) 根据轴承的安装方式及轴承类型，确定轴承派生轴向力、的方向、大小；
(2) 确定轴上的轴向外载荷的方向、大小(即所有外部轴向载荷的代数和)；
(3) 判明轴上全部轴向载荷(包括外载荷和轴承的派生轴向载荷)的合力指向；根据轴承的安装形式，找出被"压紧"的轴承及被"放松"的轴承；
(4) 被"压紧"轴承的轴向载荷等于除本身派生轴向载荷以外的其它所有轴向载荷的代数和(即另一个轴承的派生轴向载荷与外载荷的代数和)；
(5) 被"放松"轴承的轴向载荷等于轴承自身的派生轴向载荷。(二)极限转速校核滚动轴承转速过高，会使摩擦表面间产生很高的温度，影响润滑剂的性能，破坏油膜，从而导致滚动体回火或元件胶合失效。因此，对于高速滚动轴承，除应满足疲劳寿命约束外，还应满足转速的约束，其约束条件为

式中：为滚动轴承的最大工作转速；
为滚动轴承的极限转速。滚动轴承的极限转速值已列入轴承样本中，在有关标准和手册可以查到。但这个转速是指负荷不太大（P≤0.1C，C为基本额定动载荷），冷却条件正常，且轴承公差等级为0级时的最大允许转速。当轴承在重负荷(P>0.1C)下工作时，接触应力将增大；向心轴承受轴向力作用时，将使受载滚动体增加，增大轴承接触表面间的摩擦，使润滑态变坏。这时，要用负荷系数 f1 和负荷分布系数 f2 对手册中的极限转速值进行修正。这样，滚动轴承极限转速的约束条件为：
≤ f1f2
式中：f1、f2的值可从图9-12中查得。 (a)载荷系数 (b)载荷分配系数图9-12载荷系数和载荷分配系数(三)静强度校核由于不转动或转速极低的轴承，其主要的失效形式是产生过大的塑性变形，因此，静强度的校核的目的是要防止轴承元件产生过大的塑性变形。其约束强度条件为
或式中：
S0为轴承静强度安全系数，其值见表9-10；为径向额定静载荷。它是在最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与下列计算接触应力相当的径向静载荷：对调心球轴承为4600MPa；对所有其它的向心球轴承为4200MPa；对所有向心滚子轴承为4000MPa。对单列角接触球轴承，其径向额定静载荷是指使轴承套圈间仅产生相对纯径向位移的载荷的径向分量。为轴向额定静载荷。它是在最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与下列计算接触应力相当的中心轴向静载荷：对推力球轴承为4200MPa；对所有推力滚子轴承为4000MPa。为径向当量静载荷。它是指最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与实际载荷条件下相同接触应力的径向静载荷。为轴向当量静载荷。它是指最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与实际载荷条件下相同接触应力的轴向静载荷。
、 可从有关设计手册中查到。、可分别按下面的公式进行计算。(1)对深沟球轴承、角接触球轴承、调心球轴承：


(取上两式计算值较大者)(2)向心球轴承和0°的向心滚子轴承：
0°；；
(取上两式计算值较大者)
a＝0°(且仅承受径向载荷的向心滚子轴承)；(3)a＝90°的推力轴承：
＝(4)90°的推力轴承：
＝2.3tga＋对于双向SKF轴承，此公式适用于径向载荷与轴向载荷之比为任意值的情况。对于单向轴承，当/≤0.44ctga时，该公式是可靠的。当/大至0.67ctga时，该公式仍可给出满意的值。式中：和分别为当量静载荷的径向载荷系数和轴向载荷系数，其值见表9-11。
为轴承径向载荷即轴承实际载荷的径向分量(N)；
为轴承轴向载荷即轴承实际载荷的轴向分量(N)；
a 为接触角。表9-10静载荷安全系数轴承使用性况 使用要求、负荷性质及使用场合
旋转轴承 对旋转精度和平稳性要求较高，或受强大冲击负荷
一般情况
对旋转精度和平稳性要求较低，没有冲击或振动 1.2～2.5
0.8～1.2
0.5～0.8
在工作载荷下基本不
旋转或摆动轴承 水坝门装置
吊桥
附加动载荷较小的大型起重机吊钩
附加动载荷很大的小型装卸起重机吊钩 ≥1.0
≥1.5
≥1.0
≥1.6
各种使用场合下的推力调心滚子轴承 ≥2 表9-11系数和的值轴承类型 单列向心球轴承 双列向心球轴承 0°的向心滚子轴承
② ①② ①
深沟球轴承 0.6 0.5 0.6 0.5 0.5 1 0.22ctga 0.44ctga
角接触球轴承a(°) 15
20
25
30
35
40
45 0.5
0.5
0.5
0.5
0.5
0.5
0.5 0.46
0.42
0.38
0.33
0.29
0.26
0.22 1
1
1
1
1
1
1 0.92
0.84
0.76
0.66
0.58
0.52
0.44
圆锥滚子轴承 0.5 0.22ctga 1 0.44ctga
调心球轴承(0°) 0.5 0.22ctga 1 0.44ctga 注：
①对于两套相同的单列深沟球轴承以"背对背"或“面对面”安装(成对安装)在同一轴上作为一个支承整体运转情况下，计算其径向当量静载荷时用双列轴承的和值，以和为作用在该支承上的总载荷。
②对于中间接触的值，用线性内插法求得。本文地址： http://www.nskfag.org/news/201012_32335.html

❾ 轴承的摩擦力矩怎么计算

计算滚动轴承摩擦力矩的其中一种方法是将摩擦力矩分成独立的部分，包括不受负荷影响的力矩M0和与取决于负荷的力矩M1，然后把两者相加起来，得出： M=M0+M1 这种方法沿用至今。但如果不仅考虑负荷的因素，而是根据导致摩擦的根本原因来详细分析，则可给出更准确的计算方法。实际上，M0表示的是符合以外的摩擦，如果加上滚动摩擦中流体动力的分量，也变成有与负荷相关的部分。 要更准确地计算滚动轴承的摩擦力矩，必须考虑四个不同导致摩擦的原因 M=Mrr+Msl+Mseal+Mdrag 式中 M=总摩擦力矩，Nmm Mrr=滚动摩擦力矩，Nmm Msl=滑动摩擦力矩，Nmm Mseal=密封件的摩擦力矩，Nmm Mdrag=由于拖曳损伤、涡流和飞溅等导致的摩擦力矩，Nmm 这种新方法确定发生在轴承中每种导致摩擦的原因并可将这些因素结合起来。此外，还可根据需要，加入密封件和其它额外原因导致的摩擦来计算总摩擦力矩。由于这个模型是把每一个接触部分(滚道和挡边)分别考虑，因此有便于改变设计和改进表面质量的工作，而且更能将SKF轴承设计中的改进体现出来。这个模型也较容易更新。